4.7 Подбор подшипников

4.7.1 Быстроходный вал

Выбираем подшипник 7212, e= 0,3 . Минимальный срок службы подшипника L_h = 10 000 часов. Осевая сила на валу F_а1 = 5222 Н направлена к опоре В. Осевые составляющие S_i от действия радиальных сил 10, с. 216

S_А = 0,83 · е · F_rA = 930 Н

S_B = 0,83 · е · F_rB = 2462

Здесь S_А  S_В ; F_а1 = 5222 Н

Определяем расчетные осевые силы в опорах 10, с.217:

F_аА = S_А = 930 H

F_аВ = S_В + F_а1 = 2462 + 5222 = 7684 Н

В данном случае, очевидно, что радиальная и осевая нагрузки больше в опоре В. Проверим долговечность подшипника наиболее нагруженной опоры.

Определяем 10, с.212

F_аВ / V F_rB = 0,66 > e=0,3

Где V – коэффициент при вращении внутреннего кольца V=1, при вращении наружного V=1,2.

Находим коэффициенты радиальной Х и осевой нагрузки Y. По табл. 9.18 10,с.402. Х=0,4; Y=1,947

Эквивалентная нагрузка в опоре В 10,с.212:

Р_В = (X · V · F_rB +Y · F_aB)·К_б·К_т = (0,4 · 1 · 9888 + 1,95 · 7684) · 1 = 15000 Н

К_т =1 – температурный коэффициент 10, с.214.

Р асчетная долговечность 9, с. 3

Где С – динамическая грузоподъемность;

m – показатель степени (m = 3 для шариковых и m=10/3 для роликовых подшипников);

a₁ – коэффициент долговечности;

a₂₃ – коэффициент условий работы

В каталогах указаны значения С и коэффициента надежности S = 0,9;

a₁=1. Если вероятность безотказной работы отличается от 0,9, то это учитывают коэффициентом a₁ 9, с.3.

Значения коэффициентов условий работы a₂₃ лежат в диапазоне

0,1  a₂₃  5 9,с.3, при нормальных условиях смазывания (смазывание разбрызгиванием или консистентной смазкой) принимают a₂₃ = 1.

Долговечность приемлема 10000 ч < Lн =11500≤ 36000 ч

Такой же подшипник установлен и в менее нагруженной опоре А.

4.7.2 Промежуточный вал.

Проверяем долговечность выбранного подшипника 7313 (коэффициент осевого нагружения е = 0,3).

Осевая сила на валу F_а11 = F_а3 - F_а2 = 5160 – 1530 = 3630 Н

направлена к опоре D.

Осевые составляющие S_i от действия радиальных сил 10, с. 216

S_С = 0,83 · е · F_rC = 0,83 · 0,3 · 11357 = 2830 Н

S_D = 0,83 · е · F_rD = 0,83 · 0,3 · 16800 = 4183 Н

Определяем расчетные осевые силы в опорах 10, с.217:

F_аC = S_C = 2830 Н

F_аD = S_D + F_а11 = 4183 + 3630 = 7813 Н

В данном случае, очевидно, что радиальная и осевая нагрузки больше в опоре D. Проверим долговечность подшипника наиболее нагруженной опоры.

Определяем:

F_аD / V · F_rD = 7813/16800=0,465 > е=0,31

Находим коэффициенты радиальной Х и осевой нагрузки Y.

По табл. 9.18 10,с.402. Х=0,4; Y=1,947

Эквивалентная нагрузка в опоре D 10,с.212:

Р_D = (X · V · F_rD + Y · F_aD) · Кб · Кт = 21 916 Н

Р асчетная долговечность:

Такой же подшипник установлен и в менее нагруженной опоре С.

4.7.3 Тихоходный вал

Осевая сила на валу F₁₁₁ = F_а4 = 7725 Н и направлена к опоре Е

Определяем параметр 9,с.9  = L / d_n = (159+74)/90=2,6<10

Где L – расстояние между опорами L = L₄ + L₅

d_n - внутренний диаметр подшипника.

Для валов малой жесткости   10 рекомендуется использовать двухрядные сферические шарико- и роликоподшипники 9,с.9 . Считаем , что осевая сила воспринимается более нагруженным подшипником, тогда 9,с.9

f = F_а4 / F_r = F_а111 / F_rЕ = 7725/20220=0,35<0,35

Где F_r – радиальная нагрузка на наиболее нагруженный подшипник.

С_о = 300000

Составляем отношение

F_а / С_о = 0,0746

и определяем параметр осевого нагружения

9, с.14

е = 0,518 · (F_а /С_о ) ^0,24 = 0,278

Сравниваем f и е

Эквивалентная нагрузка в опоре Е

Р_Е = (X · V · F_rE +Y · F_aE ) · Кб · Кт = 30000 Н

Определяем расчетную долговечность: